WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

загрузка...
   Добро пожаловать!

Pages:     | 1 | 2 || 4 |

Полученные результаты моделирования сравнивались с результатами комплексных динамических испытаний электровоза ВЛ10у – 001, которые проводились ВНИИЖТом на полигоне Белореченская – Майкоп в 1978 г. При этом максимальное расхождение по величинам рамных сил и перемещений тележки относительно кузова с результатами динамических испытаний не превышает 20%. Данная погрешность может быть обусловлена индивидуальными значениями параметров испытуемого электровоза ВЛ10у – 001, которые, к сожалению, не приведены в результатах испытаний.

Таким образом, по итогам проведенного сопоставления расчетных и экспериментальных данных, можно сделать вывод о достаточной адекватности модели движения электровоза ВЛ10у в кривой.

На четвертом этапе расчетов исследовались вынужденные случайные колебания нелинейной модели экипажа в прямом участке пути при скоростях движения 40, 60, 90, 100 и 120км/ч. По результатам расчета этих колебаний определялись реализации соответствующих выходных процессов и их спектральные плотности. Сравнение результатов расчета с заданием сил крипа по алгоритму Калкера-Джонсона (рис. 3, рис. 4) и с использованием вместо коэффициентов крипа коэффициентов сцепления (рис. 5, рис. 6) показало, что существенной

Рис. 3. Реализации процессов вынужденных колебаний продольных сил крипа левого и правого колес при v = 40км/ч (а) и их спектральные плотности в низкочастотном диапазоне (б) при расчете по модели Калкера-Джонсона

Рис. 4. Реализации процессов вынужденных колебаний поперечных сил крипа левого и правого колес при v = 40км/ч (а) и их спектральные плотности в низкочастотном диапазоне (б) при расчете по модели Калкера-Джонсона

Рис. 5. Реализации процессов вынужденных колебаний продольных сил крипа левого и правого колес при v = 40км/ч (а) и их спектральные плотности в низкочастотном диапазоне (б) при расчете по предложенной модели сцепления

Рис. 6. Реализации процессов вынужденных колебаний поперечных сил крипа левого и правого колес при v = 40км/ч (а) и их спектральные плотности в низкочастотном диапазоне (б) при расчете по предложенной модели сцепления

разницы в результатах расчета не получается. Поэтому все основные расчеты выполнялись при использовании вместо коэффициентов крипа коэффициентов сцепления.

В колебаниях относа, виляния колесной пары, тележки и кузова при скорости 40км/ч первые три основных максимума спектральной плотности присутствуют на частотах 0,27Гц, 0,39Гц, 0,46Гц. Колебания боковой качки тележки и кузова совершаются с другими частотами: 0,21Гц, 0,27Гц, 0,34Гц и 0,4Гц, 0,46Гц, 0,61Гц соответственно. Таким образом, спектральные плотности по всем обобщенным координатам являются многовершинными; их максимумы приходятся на частоты свободных колебаний, а также могут быть обусловлены влиянием запаздывания в передаче возмущения на колесные пары.

При скорости 40км/ч нелинейные элементы работают в пределах первой линейной зоны своих характеристик (кроме набегания гребней бандажей колес на рельсы). При движении со скоростью 120км/ч нелинейные элементы работают в пределах второй линейной зоны, при этом появляются дополнительные слагаемые в горизонтальных колебаниях элементов нелинейной системы на более высоких частотах колебаний до 1,25Гц.

Показатели динамических качеств для горизонтальных колебаний определялись при скоростях движения 60, 90, 100 и 120км/ч и сравнивались с результатами комплексных динамических испытаний электровоза ВЛ10у – 001. При этом максимальное расхождение расчетных величин рамных сил, перемещений тележки относительно кузова и коэффициента плавности хода с результатами динамических испытаний не превышает 25%. Среднее значение абсолютных максимумов рамной силы по результатам расчета составляет 36,8кН,а по результатам испытаний 42,6кН при движении со скоростью 120км/ч. Таким образом, эти силы меньше допустимых значений, определяемых по условиям устойчивости пути против сдвига в плане 100кН и устойчивости колеса против схода с рельсов 96,25кН.

По результатам сопоставления расчетных и экспериментальных данных, сделан вывод о достаточной адекватности разработанной модели горизонтальных колебаний электровоза ВЛ10у реальному электровозу, при этом ПДК соответствуют нормам при движении со скоростями до 120км/ч.

В четвертой главе выполнен анализ результатов исследования крутильных колебаний в тяговой передаче локомотива.

На первом этапе расчетов моделировался «наезд» левого колеса колесной пары электровоза на масляное пятно при установившейся скорости движения 10км/ч и большой силе тяги секции 287кН, что имитировалось снижением коэффициента сцепления левого колеса в 2 раза. Показано, что срыву сцепления предшествуют интенсивные высокочастотные крутильные автоколебания колес с нарастающим средним значением длительностью 0,136с. Частоты данных колебаний по результатам спектрального анализа равны 60,3Гц и 71,8Гц. Эти автоколебания можно рассматривать как разновидность колебаний колес колесной пары на угловых жесткостях оси и соответствующего вылета вала якоря (со стороны коллектора или лобовых частей обмотки). Они происходят за счет потребления энергии от постоянного источника – тягового двигателя. Функции регулятора притока порций энергии при этом выполняют силы сцепления в контакте колес с рельсами, способствующие самовозбуждению автоколебаний.

На втором этапе исследования было выполнено моделирование процессов трогания при повышении тягового момента двигателя с таким расчетом, чтобы вызвать процесс пробуксовки, сопровождающийся повторными срывами и восстановлениями сцепления. Такой режим был получен при скорости движения 2км/ч и максимальной силе тяги первой колесной пары 86,8кН. При этом пробуксовка колес сопровождается низко и высокочастотными процессами автоколебаний, причем крутильные автоколебания колес происходят синхронно и в фазе.

Высокочастотные циклы автоколебаний с частотами 60Гц, 61,5Гц, 63,5Гц вызваны теми же причинами, что и при «наезде» на масляное пятно; они характеризуются малым гистерезисом и малой амплитудой. Низкочастотные циклы автоколебаний с частотой 1,6Гц вызваны плавными переходами с ниспадающего на возрастающий участок кривой сцепления и превышают амплитуды высокочастотных: для силы сцепления в 1,8 раза, а для силы тяги в 34 раза. Поэтому автоколебания силы тяги определяются в большей степени низкочастотной составляющей, а в автоколебаниях силы сцепления необходимо учитывать высокочастотную и низкочастотную составляющую. Один период низкочастотной составляющей автоколебаний имеет значительно большую площадь петли гистерезиса, что определяет большее рассеяние энергии.

Пятая глава посвящена анализу результатов исследования совместных горизонтальных колебаний экипажа и крутильных колебаний в тяговой передаче при движении в прямых и кривых участках пути.

Моделирование совместных свободных колебаний экипажа было выполнено с начальным условием на относ колесной пары 0,007м при установившейся скорости движения 40км/ч и «наезде» левого колеса колесной пары электровоза на масляное пятно в момент времени = 3,3с, что имитировалось снижением коэффициента сцепления левого колеса в 2 раза (рис. 7 – рис. 9).

В момент времени = 3,3с левое колесо «наезжает» на масляное пятно, однако срыва сцепления не происходит, так как (см. рис. 8, а). При этом происходит уменьшение силы сцепления левого колеса в 2 раза (рис. 9, а) и увеличение силы сцепления правого колеса с рельсом на 30% (см. рис. 9, а) через 0,136с. Колесная пара, продолжая движение, выбирает зазор между гребнем бандажа и рельсом 0,007м к моменту времени = 3,9с (см. рис. 7, а) и поворачивается на угол = – 110–3рад, прижимаясь к рельсу левым колесом. Она остается прижатой к рельсу до момента времени = 4,6с (см. рис. 7, а), однако виляние в этот промежуток времени продолжается за счет продольного движения правого колеса. После этого свободные колебания относа колесной пары возобновляются вновь за счет увеличения скорости движения левого колеса и после их затухания колесная пара остается смещенной в поперечном направлении на 0,0055м с нулевым углом поворота относительно оси z. Постоянные составляющие также появляются в колебаниях относа, боковой качки тележки и кузова.

В интервале времени колебания относа, виляния и боковой качки тележки, а также относа и виляния колесной пары помимо низкочастотных содержат и высокочастотные составляющие с частотами крутильных колебаний 60 – 75Гц и частотами поперечных колебаний колесной пары на жесткости рельса порядка 35Гц. Однако амплитуды этих высокочастотных колебаний малы по сравнению с амплитудами низкочастотных колебаний тележки и колесной пары.

После момента времени = 4,6с колебания относительных продольных скоростей скольжения колес при совместных (см. рис. 7, а) колебаниях, равно как колебания относительных поперечных скоростей скольжения, совершаются с низкой частотой 0,21Гц (см. рис. 8, б). С такой же частотой происходит изменение суммарных продольных (см. рис. 9, а, б) и поперечных сил крипа обоих колес.

Рис. 7. Реализация процесса свободных колебаний относа первой колесной пары при «наезде» на масляное пятно (а) и ее амплитудный спектр (б)

Рис. 8. Реализации процессов свободных колебаний относительных суммарных продольных скоростей скольжения левого и правого колес при «наезде» на масляное пятно (а) и их амплитудные спектры (б)

Рис. 9. Реализации процессов свободных колебаний суммарных продольных сил крипа левого и правого колес при «наезде» на масляное пятно (а) и их амплитудные спектры (б)

Таким образом, влияние крутильных колебаний на свободные горизонтальные проявляется в том, что снижается частота совместных колебаний по сравнению с частотой горизонтальных: эта частота равна 0,21Гц, в то время как частота горизонтальных колебаний равна 0,37Гц. При совместных колебаниях амплитуды спектров относительных продольных скоростей скольжения и продольных сил крипа превышают амплитуды относительных поперечных скоростей скольжения и поперечных сил крипа.

Влияние свободных горизонтальных колебаний экипажа на крутильные колебания в тяговом приводе возникает только после «наезда» колеса на масляное пятно, когда относительные скорости скольжения колес от крутильных колебаний совершаются с низкой частотой совместных колебаний 0,21Гц.

При моделирование совместных вынужденных горизонтальных колебаний экипажа «наезд» левого колеса колесной пары на масляное пятно, как и при свободных колебаниях, не вызывает срыва сцепления. После «наезда» левым колесом на масляное пятно колесная пара, продолжая движение, выбирает зазор между гребнем бандажа и рельсом к моменту времени = 3,8с (рис. 10, а) поворачивается на угол = – 1,210–3рад, больший, чем при совместных свободных колебаниях. Зазор между гребнем бандажа левого колеса и рельсом в момент времени равен 0,01м, так как на левом рельсе, в направлении к которому происходит смещение колесной пары, имеется неровность 0,003м. При этом колесная пара прижата к рельсу левым колесом до момента времени = 4с (см. рис. 10, а), т. е. в течение 0,2с, что существенно меньше чем при свободных колебаниях, где аналогичный процесс длился 0,7с. Таким образом, постоянно действующее возмущение в виде неровностей рельсовых нитей не дает колесной паре оставаться прижатой к рельсу. После времени колесная пара отходит от левого рельса (см. рис. 10, а) и вынужденные колебания относа (см. рис. 10, а) и виляния продолжаются. Следует отметить также, что после «наезда» левым колесом на масляное пятно в совместных вынужденных колебаниях относа колесной пары (см. рис. 10, а) появляется постоянная составляющая 0,0055м. Такое же значение поперечного смещения было получено при совместных свободных колебаниях колесной пары.

Колебания относительных суммарных продольных (рис. 11, а) и поперечных скоростей скольжения колес и соответствующих сил крипа совершаются как с низкими частотами совместных колебаний (рис. 11, б; рис. 12, б) 0,27Гц, 0,34Гц, 0,46Гц, так и с высокими частотами (рис. 11, в; рис. 12, в) от взаимодействия колес и рельсов: 36,5Гц, 54,3Гц – относительные продольные скорости скольжения колес и продольные силы крипа, 27,3Гц, 54,3Гц – относительные поперечные скорости скольжения колес и поперечные силы крипа. Энергия колебаний сил крипа в высокочастотном диапазоне, как для колебаний относительных скоростей скольжения, на 3-5 порядков ниже энергии колебаний в низкочастотном диапазоне. Следовательно, при проведении спектрального анализа данных процессов можно ограничиться рассмотрением только низкочастотного диапазона.

Таким образом, влияние крутильных колебаний на вынужденные горизонтальные проявляется в том, что после «наезда» одним колесом на масляное пятно в колебаниях относа и боковой качки тележки, а также относа колесной пары появляются постоянные составляющие, т. е. колесная пара и тележка смещаются в поперечном направлении и тележка наклоняется относительно продольной оси x. Аналогичным образом происходят совместные колебания кузова: с низкими частотами горизонтальных колебаний и наличием постоянных составляющих в колебаниях относа и боковой качки. При этом, в отличие от совместных свободных колебаний, при совместных вынужденных колебаниях не происходит снижение частоты этих колебаний по сравнению с частотой вынужденных горизонтальных колебаний, так как в обоих случаях эти частоты определяются постоянно действующим возмущением в виде изменения величин горизонтальных неровностей рельсовых нитей.

Рис. 10. Реализация процесса вынужденных колебаний относа первой колесной пары при «наезде» на масляное пятно (а) и ее спектральная плотность (б)

Pages:     | 1 | 2 || 4 |






© 2011 www.dissers.ru - «Бесплатная электронная библиотека»